(実施形態1)
 図1は、本実施形態のエンジンベンチシステ ムにおけるダイナモメータの要部制御回路を 示す。エンジン1とダイナモメータ2がシャフ� ��3で結合され、エンジン1の出力制御とダイ� �モメータ2のトルクをインバータ4で制御する システム構成において、コントローラ5は前� �の(4)式の伝達関数を有し、軸トルク指令T12r� ��軸トルク検出値T12を基にした演算で、ダイ� ��モメータ2のトルク制御信号T2を発生する。

 コントローラ5における制御パラメータ(K _I ,K _P ,K _D ,f ₁ )は、関数演算部6に設定する制御特性パラメ� ��タ(a4,a3,a2,a1)と制御対象パラメータ推定値(Jl ,K12,J2)を基に前記の(6)~(9)式に従った演算で決 定する。

 本実施形態では、以下のように(4)式の係数( K _I ,K _P ,K _D ,f ₁ )を決定する。

 制御特性パラメータ(a4,a3,a2,a1)は、パラメー タ設定器として用意し、例えば二項係数型に するには、
 a4=1,a3=4,a2=6,a=4
と設定し、Butterworth型にするには、
 a4=1,a3=2.61312592975275,a2=3.41421356237309,a1=2.61312592 975275
とする。

 本実施形態によれば、2慣性系パラメータ J1,K12,J2から、(6)~(9)式により直接制御ゲイン� �決定する方式であるので、従来の方法のよ� �に重み関数の調整を必要とせず、容易に共� �抑制効果を持つ制御ゲインを求めることが� �きる。

 図2は図1のエンジンベンチシステムの特� �例を示す。図2は、Jl=0.2,K12=1500,J2=0.7の場合の 、T2→T12のボード線図である。このように、� ��ンジンベンチシステムではある周波数に共� ��点(図2では約15Hz)をもち、また動力計トルク 制御信号T2から軸トルク検出T12までの定常ゲ� ��ン(低域でのゲイン)も0dBにならない(図2では 、約-13dB)。

 図3は本実施形態における制御特性パラメー タ(a4,a3,a2,al)として、Butterworth型の上記の値を 設定し、(6)~(9)式で算出した(K _I ,K _P ,K _D ,f ₁ )を(4)式に従って適用した場合の軸トルク指� �値(T12r)から軸トルク検出値(T12)のボード線図 である。

 このように、本実施形態によれば、共振� ��制され定常ゲインも0dBとなるように制御さ� ��ている。また、従来の方法のように重み関� ��の調整を必要とせず、容易に共振抑制効果� ��持つ制御ゲインを求めることができる。

 図4は本実施形態による効果の別の例を示 す。図4は、実機械系ではK12=1500であるときに (4)式の制御ゲインの算出式(6)~(9)式でのK12を� �(A):K12=1500,(B):K12=750,(C):K12=150,(D):K12=15とした場 合の軸トルク指令値(T12r)から軸トルク検出値 (T12)のステップ応答の例である。

 このように、本実施形態では、制御ゲイ� ��算出のために(6)~(9)式で想定したばね剛性値 よりも実際の機械系のばね剛性値が大きい場 合においては、即応性は劣化するものの、安 定制御が可能となる。

 (実施形態2)
 図5は、本実施形態のダイナモメータの要部 制御回路を示し、機械系は省略して示す。本 実施形態では、以下のように(4)式の(K _I ,K _P ,K _D ,f ₁ )を決定するパラメータ演算部7を設ける。

 パラメータ演算部7は、制御特性パラメー タ(a4,a3,a2,a1)を、共振特性を持つ2慣性機械系� ��特性多項式と2次の低域通過フィルタの特性 多項式の積の係数に設定する。具体的には次 のように設定する。

 所望する共振特性を持つ2慣性系機械系の共 振周波数をωn、ダンピング係数をzとすると� �その特性多項式は(s/ωn) ² +2×z×(s/ωn)+1である。また、2次の低域通過フ� ��ルタの特性多項式をc2×s ² +c1×s+1として、その積は((s/ωn) ² +2×z×(s/ωn)+1)×(c2×s2+c1×s+l)であるので、
 a4=c2/ωn ² ×ωr ⁴ ,a3=(c1/ωn ² +2×c2×z/ωn)×ωr ³ ,a2=(c2+1/ωn ² +2×c1×z/ωn)×ωr ² ,a1=(c1+2×z/ωn)×ωr
 ただし、ωr=√(K12×(1/J1+1/J2))
とする。

 このような演算で求めた制御特性パラメー� ��(a4,a3,a2,a1)は関数演算部6に設定され、前記(6 )~(9)式に従って、(4)式の制御パラメータ(K _I ,K _P ,K _D ,f ₁ )を決定する。

 図6は本実施形態において、低域通過フィル タ特性としてはButterworth型、機械共振特性は� ��御対象の機械共振周波数をもち、ダンピン� ��係数が0.1となるように設定した場合である� ��すなわち、c2=1,cl=1.41421356237309,ωn=ωr,z=0.1と� �定し、(6)~(9)式で算出した(K _I ,K _P ,K _D ,f ₁ )を(4)式に従って適用した場合の軸トルク指� �値(T12r)から軸トルク検出値(T12)のボード線図 である。

 このように、本実施形態によれば、所望� ��る共振特性を持ち、なおかつ、定常ゲイン� ��0dBとなるように制御できる。また、本実施� ��態においても、図4に示した実施形態1の効� �と同様に、制御ゲイン算出のために(6)~(9)式� ��想定したばね剛性値よりも実際の機械系の� ��ね剛性値が大きい場合においても安定に制� ��が可能となる。

 (実施形態3)
 図7は、本実施形態のダイナモメータの要部 制御回路を示し、機械系は省略して示す。本 実施形態では、以下のように(4)式の(K _I ,K _P ,K _D ,f ₁ )を決定するパラメータ演算部8を設ける。

 パラメータ演算部8は、制御特性パラメー タ(a4,a3,a2,a1)を、共振特性Aを持つ2慣性系の特 性多項式と、共振特性Bを持つ2慣性系の特性� ��項式の積の係数に設定する。

 具体的には次のように設定する。共振特性A は共振周波数ωn1[rad/a]、ダンピング係数zl、� �振特性Bは共振周波数ωn2[rad/a]、ダンピング� �数z2とすると、それらの特性多項式の積は、 ((s/ωn1) ² +2×z1×(s/ωn1)+1)×((s/ωn2) ² +2×z2×(s/ωn2)+1)である。したがって、
 a4=1/(ωn1 ² ×ωn2 ² )×ωr ⁴
 a3=(2×z1/(ωn1×ωn2 ² )+2×z2/(ωn2×ωn2))×ωr ³    
 a2=(1/ωn1 ² +1/ωn2 ² +4×z1×z2/(ωn1×ωn2))×ωr ²
 a1=(2×z1/ωn1+2×z2/ωn2)×ωr
とする。

 このような演算で求めた制御特性パラメー� ��(a4,a3,a2,a1)は関数演算部6に設定され、前記(6 )~(9)式に従って、(4)式の制御パラメータ(K _I ,K _P ,K _D ,f ₁ )を決定する。

 図8は本実施形態において、共振特性Aは制� �対象機械共振周波数の0.5倍、ダンピング係� �0、1、共振特性Bは制御対象機械共振周波数� �2倍、ダンピング係数0.1となるように設定し� ��場合である。すなわち、ωn1=ωr×0.5,zl=0.1,ωn2 =ωr×2,z2=0.1と設定し、(6)~(9)式で算出した(K _I ,K _P ,K _D ,f ₁ )を(4)式に従って適用した場合の軸トルク指� �値(T12r)から軸トルク検出値(T12)のボード線図 である。

 このように、本実施形態によれば、1つの 共振特性しか持たない制御対象機械系をあた かも2つの共振特性を持つように制御し、な� �かつ、定常ゲインが0dBとなるように制御で� �る。また、本実施形態においても、図8に示� ��た実施形態1と同様に、制御ゲイン算出のた めに(6)~(9)式で想定したばね剛性値よりも実� �の機械系のばね剛性値が大きい場合におい� �も安定に制御が可能となる。

 (実施形態4)
 図9は、本実施形態のダイナモメータの要部 制御回路を示し、機械系は省略して示す。本 実施形態では、以下に示す演算要素によって (4)式の(K _I ,K _P ,K _D ,f ₁ )を決定する。

 本実施形態では、軸トルクの大きさによ� ��共振周波数が変化するような機械系(ばねが 非線形特性を持つ)場合に適用される。図14の 結合シャフト部にクラッチのような、非線形 ばね(ばね剛性値が捩れ角により変化するよ� �なばね)の場合には、以下のようにして軸ト� ��ク制御系を構成する。

 あらかじめ何らかの手段で図1のシステム の捩れトルク値(軸トルク指令)の大きさによ� ��変化する共振周波数の関係をデータとして� ��つテーブル(T2fテーブル)9を作成しておく。� ��らかの手段とは、非線形ばねの特性が判明� ��ている場合には計算により求められるし、� ��性がわかっていない場合には、捩れトルク� ��ある値になっているときの共振周波数を実� ��してもよい。

 ばね剛性演算部10は、T2fテーブル9から求� ��た共振周波数ωc[rad/s]に対して、予め何らか の手段で得たエンジン慣性モーメントJ1とダ� ��ナモメータ慣性モーメントJ2から以下の(10)� ��に従った演算でばね剛性K12を求める。なお� ��J1,J2は、各パーツの設計値から算出しても� �いし、なんらかの手段で測定した値でもよ� �。

 パラメータ演算部11は、実施形態(1)~(3)の� ��ずれかのパラメータ演算部に構成し、制御� ��性パラメータ(a4,a3,a2,a1)を設定する。

 関数演算部6は、ばね剛性K12と制御特性パラ メータ(a4,a3,a2,a1)から、制御パラメータ(K _I ,K _P ,K _D ,f ₁ )を求め、(4)式に従いトルク制御信号T2を制御 する。

 本実施形態ではT2fテーブルヘの入力信号を� ��トルク指令値(T12r)とし、実機がもつばね剛� ��K12を求める。図2に示すボード線図の共振周 波数が軸トルクの大きさにより変化するシス テムにおいても、図9の構成にして、絶えず� �の共振周波数に適応した(4)式のゲインパラ� �ータ(K _I ,K _P ,K _D ,f ₁ )が選択されるため、共振周波数が変化する� �うな非線形なエンジンベンチシステムに対� �ても実施形態(1)~実施形態(3)と同等の効果が� ��られる。

 (実施形態5)
 図10は、本実施形態のダイナモメータの要� �制御回路を示し、機械系は省略して示す。� �実施形態では、実施形態(4)の回路構成にお� �て、T2fテーブル9への入力信号を軸トルク検� ��値(T12)とする。

 本実施形態においても、実施形態(4)と同� ��の効果が得られる。特に本実施形態におい� ��は軸トルク指令値T12rではなく、軸トルク検 出値T12をT2fテーブル9への入力としているた� �、T2fテーブルから出力される機械共振周波� �がより実際の機械共振周波数に近くなる。� �のため、(6)~(9)式で算出される制御パラメー� ��が、実施形態(4)よりも、より機械特性に適� ��した値となり、結果的に実施形態1の効果に もなる即応性も保持された制御が可能となる 。

 (実施形態6)
 図11は、本実施形態のダイナモメータの要� �制御回路を示し、機械系は省略して示す。� �実施形態では、実施形態(4)の回路構成にお� �て、T2fテーブル9への入力信号を軸トルク指� ��値(T12r)と、軸トルク検出値(T12)を高域通過� �ィルタ(HPF)12に通した検出値とを加算した値� ��する。

 本実施形態においても、実施形態(5)と同� ��の効果が得られる。

 (実施形態7)
 図12は、本実施形態のダイナモメータの要� �制御回路を示し、機械系は省略して示す。� �実施形態では、実施形態(4)のT2fテーブル9で� ��める共振周波数ωcを係数器13を通してゲイ� �K(ただし、0<K<=l)倍し、この値を使って(1 0)式の演算を行う。なお、T2fテーブル9の入力 として、実施形態(5)または実施形態(6)の構成 とすることでもよい。

 本実施形態においては、挿入したゲインK (0<K<=1)は、制御ゲイン算出のために(6)~(9) 式で想定するばね剛性値K12を実際の機械系の ばね剛性よりも小さく見せかける効果を持つ ため、何らかの原因により、T2fテーブルから 出力される機械共振周波数推定値が実際の機 械共振周波数よりも高くなった場合において も、実施形態(4)~実施形態(6)において、実施� �態(1)と同等の効果が得られる。

 以上のとおり、本発明によれば、エンジン� ��ンチシステムを2慣性系機械系モデルとして 表現し、この機械系モデルの運動方程式とコ ントローラの伝達関数による閉ループ特性多 項式に4次多項式のものを得、コントローラ� �伝達関数の各係数は4つのパラメータ(K _I ,K _P ,K _D ,f ₁ )を適宜設定または決定し、さらに機械モデ� �に現れる共振周波数を基にばね剛性K12を決� �するようにしたため、共振抑制効果を持ち� �かつ軸のばね剛性が大きく変化する場合に� �安定制御ができる。